Привод индивидуальный

ФЕДЕРАЛНОЕ АГЕНСТВО ПО КУЛЬТУРЕ И КИНЕМАТОГРАФИИ

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ КИНО И ТЕЛЕВИДЕНИЯ

Кафедра механики

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

на тему «Привод индивидуальный»

Санкт-Петербург

2009г.

Содержание

Техническое задание на курсовое проектирование.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

4 Расчет быстроходной ступени привода

5 Проектный расчет валов редуктора

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

5.3 Расчет промежуточного вала редуктора

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

6.1 Шпонки быстроходного вала

6.2 Шпонки промежуточного вала

6.1 Шпонки тихоходного вала

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

9 Выбор масла, смазочных устройств

Список использованной литературы

Техническое задание на курсовое проектирование

Механизм привода

1- электродвигатель;

2- муфта упругая;

3- редуктор зубчатый цилиндро-червячный;

4- передача зубчатая цилиндрическая;

5- передача червячная;

6- муфта;

7- исполнительный механизм.

Вариант 10

Потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им=11Нм;

Угловая скорость вала ИМ щ_им=12с^-1.

Разработать:

1- сборочный чертеж редуктора;

2- рабочие чертежи деталей тихоходного вала: зубчатого колеса, вала, крышки подшипника.

1 Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Исходные данные:

- потребный момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им=11Нм;

- угловая скорость вала ИМ щ_им=12с^-1;

Определяем мощность на валу ИМ N_им= Т_имх щ_им=11х12=132Вт.

Определяем общий КПД привода по схеме привода

з_общ=з_зп з_чп з_м з_п (1.1)

где [1, с.9,10]: з_зп=0,97- КПД зубчатой цилиндрической передачи;

з_чп=0,8- КПД червячной передачи;

з_м=0,98² - потери в муфтах;

з_п=0,99⁴- коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках 4-х валов.

Сделав подстановку в формулу (1.1) получим:

з_общ.=0,97*0,85*0,98²*0,99⁴=0,7

Определяем потребную мощность электродвигателя [1,с.9]

N_эд?N_им/з_общ. (1.2)

где N_эд - требуемая мощность двигателя:

N_эд=132/0,7=188,6Вт

Выбираем электродвигатель [1,с.18,табл.П2]

Пробуем двигатель АИР56В2: N_дв.=0,25кВт;

Синхронная частота вращения n_дв=3000об/мин; S=8%.

Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (5) [1,c.11]:

n_ном=n_дв·(1-S/100);

n_ном=3000·(1-0,08);

n_ном=2760 об/мин

Определяем угловую скорость вала двигателя

щ_дв=рn_дв/30=р*2760/30=289рад/с;

Определяем общее передаточное число привода

U=щ_дв./щ_им=289/12=24,1

Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода

U_общ.=U₁· U₂; (1.3)

Назначаем по рекомендации [1,табл.2.3]: U₂=10;

Тогда U₁= U_общ./U₂; U₁=2,4. Принимаем U₁=2,5. Тогда U_общ.=25

Принимаем окончательно электродвигатель марки АИР56В2.

Угловые скорости определяем по формуле

щ=рn/30 (1.4)



Рис.1 Схема валов привода

1 - быстроходный вал;

2 - промежуточный вал;

3 - тихоходный вал.

По схеме валов (рис.1) и формуле (1.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала

n₁= n_ном.

щ₁= щ_дв=289рад/с;

n₂= n_ном/U₁=2760/2,5=1104об/мин;

щ₂=рn₂/30=р*1104/30=115,6 рад/с;

n₃= n₂/U₂=1104/10=110,4 об/мин;

щ₃=рn₃/30=р*110,4/30=11,5 рад/с.

Определяем мощность на каждом валу по схеме привода

N₁=N_дв з_м=0,25*0,98=245Вт;

N₂=N₁ з_зп з_п²=245*0,97*0,99²=233Вт;

N₃=N₂ з_чп з_п =233*0,8*0,99=184,5Вт;

N_им=N₃ з_м =224*0,98=181Вт.

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формулам [1,с.12,14]:

; Т₂=Т₁*U₁;

Т₃=Т₂*U₂; (1.5)

Т₁=245/289=0,85 Н*м;

Т₂=0,85*2,5=2,1 Н*м;

Т₃=2,1*10=21 Н*м.

Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.

Таблица 1

Параметры кинематического расчета

№ вала	n, об/мин	щ, рад/с	N, Вт	Т, Нм	U
Дв	2760	289	250	0,85
1	2760	289	245	0,85	2,5
2	1104	115,6	233	2,1
					10
3	110,4	11,5	184,5	21
ИМ	110,4	11.,5	181	21

2 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерни, червяка и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:

шестерня и червяк- сталь 40Х, термообработка - улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка - улучшение 250НВ.

Для выбора марки материала червячного колеса рассчитаем скорость скольжения

, (2.1)

где Т - вращающий момент на валу червячного колеса,

щ - угловая скорость тихоходного вала,

U - передаточное число.

Подставив значения в формулу 2.1 получим:

;

v_s=2,2 м/с.

В соответствии с табл. 3.5 [4] для червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль с у_в=500Н/мм² и у_т=230Н/мм².

Определяем допускаемое контактное напряжение для стальных деталей по формуле [4,c.53]:

(2.2)

где у_Hlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

К_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности;

по [1,c.33]: К_HL =1; [S_H] =1,1.

Определяем у_Hlimb по табл.3.1[4,c.51]:

у_Hlimb =2НВ+70; (2.3)

у_Hlimb1 =2270+70; у_Hlimb1 =610МПа;

у_Hlimb2 =2250+70; у_Hlimb1 =570МПа.

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

; МПа;

; МПа.

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:

(2.4)

;

МПа.

Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1[4,c.51]:

[у]_Fo =1,03НВ;

[у]_Fo1 =1,03x270=281МПа;

[у]_Fo2 =1,03x250=257МПа.

Определяем допускаемое контактное и изгибное напряжения для червячного колеса по формулам табл. 3.6 [4,c.58]:

[у]_Н =250-25v_s, [у]_F =(0,08у_в+0,25 у_т) (2.5)

[у]_Н =250-25•2,2=195Н/мм²;

[у]_F =(0,08•500+0,25•230)=97,5Н/мм².

3 Расчет тихоходной ступени привода

3.1 Проектный расчет

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.74]:

(3.1)

где Т - вращающий момент на колесе ,Т₃ =21 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

Принимаем окончательно по ГОСТ6636-69 [4,табл.13.15]

Число витков червяка Z₁ принимаем в зависимости от передаточного числа.

При U = 10 принимаем Z₁ = 4.

Число зубьев червячного колеса Z₂ = Z₁ x U = 4 x 10 = 40.

Определяем модуль [4,c.74]:

m_n=(1,5…1,7)?а_w/z₂; (3.2)

m_n=(1,5…1,7)?50/40.

Принимаем модуль m_n=2мм . Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка [4,c.75]:

q=(0,212…0,25) z₂;

Принимаем модуль q=8.

Определяем основные размеры червяка и червячного колеса по формулам [4,c.76]:

Делительный диаметр червяка

Диаметры вершин и впадин витков червяка

Длина нарезной части шлифованного червяка :

Принимаем b₁=28мм .

Делительный угол подъема

г=arctg(z₁/q);

г=arctg(4/8);

г=26°33'54''.

Делительный диаметр червячного колеса

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса

Наибольший диаметр червячного колеса

Ширина венца червячного колеса

Принимаем b₂=28мм

Окружная скорость

червяка -

колеса -

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

- окружные

(3.7)

- радиальные

; где г=26°33'54'' - угол подъема витка; (3.8)

-осевые

(3.9)

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

Таблица 2

Параметры червячной передачи тихоходной ступени

Параметр	Червяк	Колесо
m,мм	1
q	8
z	4	40
d,мм	16	80
dа,мм	20	84
df,мм	11,2	75,2
b, мм	28	28
Ft, Н	262,5	525
Fr, Н	262,5	262,5
Fа, Н	525	262,5

3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений производим по формуле [4, c.77]:

; (3.10)

где: К - коэффициент нагрузки, при окружной скорости колеса менее 3м/с К=1.

Определяем ?у_Н

;

; недогрузки, что допускается.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Расчетное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса [4,с.78]:

; (3.11)

где: Y_F- коэффициент формы зуба колеса, Y_F =1,55 [4,табл.4.10].

Подставив значения в формулу получим:

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

Определяем ?у_F

;

Все вычисленные параметры проверочных расчетов заносим в табл.3.

Таблица 3

Параметры проверочных расчетов

Параметр	Обозн.	Допускаемое	Расчетное	Недогрузка(-) или перегрузка(+)
Контактное напряжение, МПа	уН	195	154	-20%
Напряжение изгиба, МПа	уF1	97,5	10,1	-79%

4 Расчет быстроходной ступени привода

Межосевое расстояние для быстроходной ступени для того, чтобы корпус редуктора был разъемным по осям валов принимаем равным 50мм. а=50мм. Определяем модуль [2,c.36]:

m_n=(0,01…0,02)?50;

m_n=0,5…1;

Принимаем m_n=1.

Определяем суммарное число зубьев по формуле (3.12) [1,c.36]:

z_У=2а/m_n;

z_У=2?50/1; z_У=100

Принимаем z_У=100.

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

z₁= z_У/(U₁+1); z₁=100/(2,5+1);

z₁=28,5; принимаем z₁=28.

Тогда z₂= z_У-z₁=100-28=72

Фактическое передаточное соотношение U₁=72/28=2,57

Отклонение передаточного числа от номинального незначительное.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле (3.17) [2,c.37]:

d₁=m_n?z₁=1х28=28мм;

d₂=m_n?z₂=1х72=72мм;

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [2,c.37]:

; ;

; ;

;

мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

Определяем окружные скорости колес

; м/с.

Назначаем точность изготовления зубчатых колес - 7А [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]:

- окружная

;

Н;

- радиальная

; где б=20° - угол зацепления;

; Н;

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.4.

Таблица 4

Параметры зубчатой передачи быстроходной ступени

Параметр	Шестерня	Колесо
mn,мм	1
ha,мм	1
ht,мм	1,25
h,мм	2,25
с, мм	0,25
z	28	72
d,мм	28	72
dа,мм	30	74
df,мм	25,5	69,5
b, мм	15	18
аW,мм	50
v, м/с	4
Ft, Н	58.3
Fr, Н	21,2

5 Проектный расчет валов редуктора

По кинематической схеме привода составляем схему усилий, действующих на валы редуктора по закону равенства действия и противодействия. Для этого мысленно расцепим шестерни и колеса редуктора, при этом дублирующий вал не учитываем.

Схема усилий приведена на рис.1.

Рис.2 Схема усилий, действующих на валы редуктора.

Из табл.1,2,4 выбираем рассчитанные значения:

Т₁=0,85 Нм; Т₂=2,1 Нм; Т₃=21 Нм;

F_t1= F_t2=58,3 Н; F_t3=262,5 Н; F_t4=525 Н; F_r1= F_r2=21,2 Н;

F_r3= F_r4=262,5 Н; d₁=28мм; d₂=72мм; d₃=16мм; d₄=80мм.

F_m1 и F_m1 - консольные силы от муфт, которые равны [4, табл.6.2]:

; ;

Н; Н.

R_x и R_y - реакции опор, которые необходимо рассчитать.

Так как размеры промежуточного вала определяются размерами остальных валов, расчет начнем с тихоходного вала.

5.1 Расчет тихоходного вала редуктора

Схема усилий действующих на валы редуктора представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [ф_к]=(20…25)МПа

Принимаем [ф_к]=20МПа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а20 (ГОСТ6636-69): мм.

Намечаем приближенную конструкцию ведомого вала редуктора (рис.3), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.



Рис.3 Приближенная конструкция тихоходного вала

мм;

мм - диаметр под уплотнение;

мм - диаметр под подшипник;

мм - диаметр под колесо;

мм - диаметр буртика;

b₄=28мм.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 2 по мм подшипник №46205, у которого D_п=52мм; В_п=15мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры: W=20мм; l_м=20мм; l₁=35мм; l=60мм; с=5мм.

Определим размеры для расчетов: l/2=30мм;

с=W/2+ l₁+ l_м/2=55мм - расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет тихоходного вала на изгиб с кручением.

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.4). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

УМ2y=0; RFy·0,06-Fr4·0,03=0

RFy= 262,5·0,03/ 0,06;

RЕy= RFy=131Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках: М1у=0; М2у=0; М3у= RЕy·0,03; М3у =4Нм2; М3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.3)

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

УМ4x=0; Fm2·0,115- RЕx·0,06+ Ft4·0,03=0;

RЕx=( 1145·0,115+ 525·0,03)/ 0,06;

RЕx=4820Н;

УМ2x=0; -Fm2·0,055+ Ft4·0,03+ RFx·0,06=0;

RFx= (1145·0,055- 525·0,03)/ 0,06;

RFx=787Н.

Определяем изгибающие моменты:

М1х=0;

М2= -Fr4·0,03

М2х=-262,5·0,03;

М2х=-8Нм;

М3хслева=-Fm2·0,085-RЕх ·0,055;

М3хслева==-1145·0,085-787·0,03;

М3хслева=-121Нм;

М3х=- REх ·0,055;

М3х=- 4820 ·0,03;

М3х=- 144;

М4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх.



Рис.4 Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала

Крутящий момент Т1-1= Т2-2= Т3-3= T3=21Нм; T4-4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм².

Эквивалентный момент:

; ; Нм².

5.2 Расчет быстроходного вала редуктора

Схема усилий, действующих на быстроходный вал представлена на рис.2.

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [2, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца вала под полумуфтой из расчёта на чистое кручение [2,c.161]:

где [ф_к]=(20…25)Мпа

Принимаем [ф_к]=20Мпа.

; мм.

Принимаем окончательно с учетом стандартного ряда размеров R_а10 (ГОСТ6636-69): мм.

Намечаем приближенную конструкцию быстроходного вала вала редуктора (рис.5), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм, под уплотнение допускается на 2…4мм и под буртик на 10мм.

мм;

мм - диаметр под уплотнение;

мм - диаметр под подшипник;

мм - диаметр под ступицу шестерни;

мм - диаметр буртика;

b₁=15мм.

Учитывая, что осевых нагрузок на валу нет предварительно назначаем подшипники шариковые радиальные однорядные особо легкой серии по мм подшипник №100, у которого D_п=26мм; В_п=8мм [4,табл.К27].

Выбираем конструктивно остальные размеры:

W=14мм; l_м=16мм; l₁=25мм; l=60мм.

Определим размеры для расчетов:

l/2=30мм; с=W/2+ l₁+ l_м/2=40мм - расстояние от оси полумуфты до оси подшипника.

Проводим расчет быстроходного вала на изгиб с кручением.

Рис.5 Приближенная конструкция быстроходного вала

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников (см. рис.6). Назначаем характерные точки 1,2, 3 и 4.

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

УМ2y=0; RАy·0,06-Fr1·0,03=0 RАy= 21,2·0,03/ 0,06; RАy= RВy=10,6Н.

Определяем изгибающие моменты в характерных точках:

М1у=0;

М2у=0;

М3у= RАy·0,03;

М3у =0,5Нм2;

М3у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм2 (рис.6).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

УМ4x=0; Fm1·0,1- RАx·0,06+ Ft1·0,03=0;

RАx= (64,5·0,1+ 58,3·0,03)/ 0,06;

RАx=137Н;

Рис.6 Эпюры изгибающих моментов быстроходного вала

УМ2x=0; Fm1·0,02- Ft1·0,03+ RВx·0,06=0;

RВx= (58,3·0,03- 64,5·0,02)/ 0,06;

RВx=7,7Н

Определяем изгибающие моменты:

М1х=0;

М2= -Fm1·0,04

М2х=-64,5·0,04;

М2х=-2,6Нм;

М3хсправа=-Fm1·0,1+RВх ·0,03;

М3хсправа==-64,5·0,1+7,7 ·0,03;

М3хсправа=-6,2Нм;

М3х=- RАх ·0,03;

М3х=- 137 ·0,03;

М3х=- 4,1;

М4х=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Мх. Крутящий момент

Т1-1= Т2-2= Т3-3= T1=0,85Нм;

T4-4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм².

Эквивалентный момент:

; ; Нм².

5.3 Расчет промежуточного вала - червяка

Назначаем материал вала. Принимаем сталь 40Х, для которой [1, табл.8.4] у_в=730Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²; Н/мм².

Определяем диаметр выходного конца червяка из расчёта на чистое кручение

;

где [ф_к]=(20…25)Мпа [1,c.161]

Принимаем [ф_к]=20Мпа.

; мм.

Принимаем d_в=8мм.

Принимаем диаметр вала под подшипник 10мм.

Намечаем приближенную конструкцию червяка (рис.7), увеличивая диаметр ступеней вала на 5…6мм



Рис.7 Приближенная конструкция промежуточного вала

х=8мм;

W=20мм;

r=2,5мм;

b₂=18мм;

b₃=28мм.

Расстояние l определяем из суммарных расстояний тихоходного и быстроходного валов с зазором между ними 25…35мм.

l=60+30+30=120мм.

l₁=30мм; l₂=30мм.

Учитывая, что осевые нагрузки на валу имеются предварительно назначаем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные серии диаметров 1 по мм подшипник №36100К6, у которого D_п=26мм; В_п=8мм [4,табл.К27].

Заменяем вал балкой на опорах в местах подшипников.

Рассматриваем вертикальную плоскость (ось у)

Определяем реакции в подшипниках в вертикальной плоскости.

МСу=0;

-RDу·0,09+Fr3·0,03+Fr2?0,12=0

RDy=(262,5·0,03+21,2?0,12)/ 0,09;

RDy==116Н.

МDу=0;

RCy·0,09- Fr3?0,06+ Fr2·0,03=0;

RCy=(262,5·0,06-21,2?0,03)/ 0,09;

RCy=168Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3, и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1у=0;

М2у=-RCy·0,03;

М2у=-5Нм;

М3услева=-RCy·0,09+Fr3·0,06;

М3услева=0,6Нм

М3усправа= Fr2·0,03;

М3усправа= 0,6Нм

М4у=0;

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.8).

Определяем реакции в подшипниках в горизонтальной плоскости.

МСх=0;

RDx·0,09-Ft3·0,03-Ft2?0,12=0;

RDx=( 262,5·0,03+ 58,3?0,12)/0,09;

RDx=87,5Н;

МDх=0;

RCx·0,09- Ft3?0,06-Ft2·0,03=0;

RCx=(262,5·0,03+58,3?0,06)/ 0,09;

RCx=126Н.

Назначаем характерные точки 1, 2, 3 и 4 и определяем в них изгибающие моменты:

М1x=0;

М2x=-RCx·0,03;

М2x=-3,8Нм;

М3xслева= -RCx·0,09-Ft3·0,06;

М3xслева=-27Нм;

М3xсправа= Ft2·0,03;

М3xсправа=1,7Нм;

М4у=0.

Строим эпюру изгибающих моментов Му, Нм (рис.8)

Рис.8 Эпюры изгибающих и крутящих моментов промежуточного вала.

Крутящий момент

Т1-1=0;

Т2-2=-Т3-3=- T2=-2,1Нм;

Т4-4=0.

Определяем суммарные радиальные реакции [4,рис 8.2]:

; ;

; Н;

; Н.

Определяем результирующий изгибающий момент в наиболее опасном сечении (в точке 3) [4,рис 8.2]:

; ; Нм.

Эквивалентный момент:

; ; Нм.

Все рассчитанные значения сводим в табл.5.

Таблица 5

Параметры валов

	R1, H	R2, H	MИ, Нм	MИэкв, Нм
Тихоходный вал	4821	798	144	146
Быстроходный вал	137,4	13,1	6,2	6,3
Промежуточный вал - червяк	1419	405	92,5	93

6 Подбор и проверочный расчет шпонок

Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений проводим по [4]. Обозначения используемых размеров приведены на рис.9.

Рис.9 Сечение вала по шпонке

6.1 Шпонки быстроходного вала

Для выходного конца быстроходного вала при d=6 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами по ГОСТ23360-78 bxh=2x2 мм2 при t=1,2мм (рис.9).

При длине ступицы полумуфты lм=16 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки - сталь 40Х нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности определяем по формуле:

(6.1)

где Т - передаваемый момент, Нмм; Т₁=0,85 Нм.

l_р - рабочая длина шпонки, при скругленных концах l_р=l-b,мм;

[]_см - допускаемое напряжение смятия.

С учетом того, что на выходном конце быстроходного вала устанавливается полумуфта из ст.3 ([]_см=110…190 Н/мм²) вычисляем:

Условие выполняется.

Для зубчатого колеса вала при d=15 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=5x5 мм2 при t=3мм, t1=2,3мм. Т1=0,85Нм.

При длине ступицы шестерни lш=15 мм выбираем длину шпонки l=12мм.

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.2 Шпонки промежуточного вала

Для зубчатого колеса вала при d=8 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=2x2 мм2 при t=1,2мм, t1=1мм. Т2=2,1Нм. При длине ступицы шестерни lш=18 мм выбираем длину шпонки l=14мм.

Материал шпонки - сталь 45 нормализованная. Проверяем напряжение смятия, подставив значения в формулу (6.1):

Условие выполняется.

6.3 Шпонки тихоходного вала

Передаваемый момент Т₃=21Нм.

Для выходного конца вала при d= 18мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=6x6 мм2 при t=3,5мм.

При длине ступицы полумуфты lМ=20 мм выбираем длину шпонки l=16мм.

Для червячного колеса тихоходного вала при d=30 мм подбираем призматическую шпонку со скругленными торцами bxh=8x7мм2 при t=4мм.

При длине ступицы шестерни lш=28 мм выбираем длину шпонки l=22мм.

С учетом того, что на ведомом валу устанавливается колесо из бронзы ([]_см=70…90 Н/мм²) вычисляем по формуле (6.1):

условие выполняется.

Таблица 6

Параметры шпонок и шпоночных соединений

Параметр	тих.вал- полум	тих.вал- колесо	промвал-шестерня	быстр валшестер.	быстр. валполум.
Ширина шпонки b,мм	6	8	2	5	2
Высота шпонки h,мм	6	6	2	5	2
Длина шпонки l,мм	16	22	14	12	14
Глубина паза на валу t,мм	3,5	4	1,2	3	1,2
Глубина паза во втулке t1,мм	2,8	3,3	1	2,3	1

7 Проверочный расчет валов на статическую прочность

В соответствии с табл.5 наиболее опасным является сечение 3-3 тихоходного вала, в котором имеются концентраторы напряжений от посадки зубчатого колеса с натягом, шпоночного паза и возникают наибольшие моменты. Исходные данные для расчета:

МИэкв= 146Нм;

МИ=144Нм;

Т3-3=21Нм;

d_в=30мм;

в=8мм - ширина шпонки,

t=4мм - глубина шпоночного паза,

l=22мм - длина шпонки.

При расчете принимаем, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а напряжения кручения - по отнулевому циклу.

Определяем диаметр вала в рассчитываемом сечении при допускаемом напряжении при изгибе [у_-1]_и=60МПа:

мм; 30>23.

Условие соблюдается.

Определяем напряжения изгиба: у_и=М_и/W;

где W - момент сопротивлению изгибу. По [4,табл.11.1]:

;

мм³;

у_и=144000/32448=4,4Н/мм².

При симметричном цикле его амплитуда равна: у_а= у_и =4,4Н/мм².

Определяем напряжения кручения: ф_к=Т_3-3/W_к;

где W_к - момент сопротивлению кручению. По [4,табл.22.1]:

;

мм³;

ф_к=21000/64896=0,3Н/мм².

При отнулевом цикле касательных напряжений амплитуда цикла равна:

ф_а= ф_к /2=0,3/2=0,15Н/мм².

Определяем коэффициенты концентрации напряжении вала [4, с.258]:

(К_у)_D=( К_у/К_d+ К_F-1)/ К_y;

(К_ф)_D=( К_ф/К_d+ К_F-1)/ К_y; (7.1)

где К_у и К_ф - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

по табл.11.2 [4] выбираем для шпоночных пазов, выполненных концевой фрезой К_у =1,6, К_ф =1,4;

К_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, по табл.11.3 [4] выбираем К_d =0,75;

К_F- коэффициент влияния шероховатости, по табл.11.4 [4] выбираем для шероховатости R_а=1,6 К_F=1,05;

К_y - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, по табл.11.4 [4] выбираем для закалки с нагревом ТВЧ К_y =1,5.

Подставив значения в формулы (7.1) получим:

(К_у)_D=( 1,6/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,45;

(К_ф)_D=( 1,4/0,75+ 1,05-1)/ 1,5=1,28.

Определяем пределы выносливости вала [4, c263]:

(у_-1)_D=у_-1/(К_у)_D; (ф_-1)_D=ф_-1/(К_ф)_D; (7.2)

где у_-1 и ф_-1 - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, по табл.3. [4] у_-1 = 380Н/мм² , ф_-1 ?0,58 у_-1 =220Н/мм²;

(у_-1)_D=380/1,45=262Н/мм²; (ф_-1)_D=220/1,28=172 Н/мм².

Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям 4, c263]:

s_у=(у_-1)_D/ у_а; s_ф=(ф_-1)_D/ ф_а. (7.3)

s_у=262/ 4,4=59; s_ф=172/ 0,15=1146.

Определяем общий коэффициент запаса по нормальным и касательным напряжениям [4, c263]:

(7.4)

где [s]=1,6…2,1 - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Сопротивление усталости вала в сечении 3-3 обеспечивается, расчет остальных валов не проводим, т.к. расчет проведен на самом опасном сечении, и коэффициент запаса прочности значительно превышает допустимый.

8 Выбор и проверочный расчет подшипников

Предварительно выбранные подшипниками с действующими на них радиальными нагрузками приведены в табл.7.

Таблица 7

Параметры выбранных подшипников

	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал
№	100	36100	46205
d, мм	10	10	25
D, мм	26	26	52
В, мм	8	8	15
С, кН	4,62	5,03	15,7
Со, кН	1,96	2,45	8,34
RА, Н	137,4	1419	4821
RБ, Н	13,1	405	798

Подшипники устанавливаем по схеме «враспор». Пригодность подшипников определяем по условиям [4, c.129]:

С_р?С; L_р?L_h;

где С_р - расчетная динамическая грузоподъемность;

L_h - требуемая долговечность подшипника, для зубчатых редукторов L_h =10000ч.

; [4, c.129] (8.1)

где щ - угловая скорость соответствующего вала (см. табл.1); m=3 для шариковых подшипников; R_Е - эквивалентная динамическая нагрузка, при отсутствии осевых усилий [4, табл.9.1]:

R_Е=VR_АК_дК_ф (8.2)

где K - коэффициент безопасности; K =1,1…1,2 [4, табл.9.4]. Принимаем K =1,1.

V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V=1

K_ф - температурный коэффициент; K_ф =1 (до 100?С) [4, табл.9.4].

Определяем расчетную долговечность подшипников в часах [4, c.129]:

(8.3)

Подставив значения в формулы (8.1)-(8.3) проверяем подшипники.

Для быстроходного вала:

R_Е=137,4х1,1=151Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для промежуточного вала:

R_Е=1419х1,1=1560Н;

- условие выполняется;

- условие выполняется.

Для тихоходного вала:

R_Е=4821х1,1=5300Н;

- условие выполняется.

- условие выполняется.

Окончательные параметры подшипников приведены в табл.7.

9 Выбор масла, смазочных устройств

Используем картерную систему смазывания. В корпус редуктора заливаем масло так, чтобы червяк был в него погружен на глубину h_м (рис.10):

h_{м max} =(0,1…0,5)d₁ = 2…8мм;

h_{м min} = 2,2m = 21 = 2,2мм.

При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Рис.10 Схема определения уровня масла в редукторе

Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 л на 1кВт передаваемой мощности V = 0,5N_дв = 0,50,25 = 0,125 л.

Контроль уровня масла производится круглым маслоуказателем, который крепится к корпусу редуктора при помощи винтов. Для слива масла предусмотрена сливная пробка. Заливка масла в редуктор производится через съемную крышку в верхней части корпуса.

Выбираем смазочный материал. Для этого ориентировочно рассчитаем необходимую вязкость:

где н₅₀ - рекомендуемая кинематическая вязкость смазки при температуре 50°С;

н₁ =170мм²/с - рекомендуемая вязкость при v=1м/с для зубчатых передач с зубьями без термообработки;

v=4м/с - окружная скорость в зацеплении

Принимаем по табл.10.29 [4] масло И-220А.

Для обоих валов выберем манжетные уплотнения типа 1 из ряда 1 по ГОСТ 8752-79. Установим их рабочей кромкой внутрь корпуса так, чтобы обеспечить к ней хороший доступ масла.

Список использованной литературы

1. Основы конструирования: Методические указания к курсовому проектированию/ Сост. А.А.Скороходов, В.А Скорых.-СПб.:СПбГУКиТ, 1999.

2. Дунаев П.Ф., Детали машин, Курсовое проектирование. М.: Высшая школа, 1990.

3. Скойбеда А.Т., Кузьмин А.В., Макейчик Н.Н., Детали машин и основы конструирования, Минск: «Вышейшая школа», 2000.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высш. шк., 1991

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. -8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. - М.: Машиностроение, 1999